压缩机曲轴设计及校核

目录
课程设计任务书 (2)
第一章活塞式压缩机曲轴结构设计 ....................................... 错误！未定义书签。

1.1轴径尺寸的确定 ........................................................... 错误！未定义书签。

1.2 曲轴的静强度验算： .................................................. 错误！未定义书签。

1.2.1 驱动侧的曲柄销位置 I-I ............................... 错误！未定义书签。

1.2.2驱动侧主轴颈位置III-III ............................. 错误！未定义书签。

1.2.3 驱动侧曲柄位置V-V ........................................ 错误！未定义书签。

第二章活塞式压缩机曲轴结构校核.................................... 错误！未定义书签。

2.1 第一个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。

2.1.1 被驱动侧的曲柄销位置I-I......................... 错误！未定义书签。

2.1.2被驱动侧主轴颈位置III-III ......................... 错误！未定义书签。

2.1.3 被驱动侧曲柄位置V-V .................................... 错误！未定义书签。

2.2 第二个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。

2.2.1 驱动侧的曲柄销位置I-I ................................ 错误！未定义书签。

2.2.2驱动侧主轴颈位置III-III ............................. 错误！未定义书签。

2.2.3 驱动侧的曲柄位置V-V .................................... 错误！未定义书签。

2.3第三个危险位置 ........................................................... 错误！未定义书签。

2.3.1 驱动侧的曲柄销位置I-I ................................ 错误！未定义书签。

2.3.2 驱动侧主轴颈位置III-III ............................ 错误！未定义书签。

2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V ..................................... 错误！未定义书签。

2.4 第三个危险位置 .......................................................... 错误！未定义书签。

2.4.1驱动侧的曲柄销位置I—I ............................... 错误！未定义书签。

2.4.2 驱动侧的曲柄销位置III—III ...................... 错误！未定义书签。

2.4.3 驱动侧的曲柄销位置V—V .............................. 错误！未定义书签。

第三章曲轴的疲劳强度验算................................................ 错误！未定义书签。

课程设计总结 ...................................................................... 错误！未定义书签。

参考文献 ..................................................................................... 错误！未定义书签。

课程设计任务书
学生姓名：你懂得
设计题目：xxxxx压缩机曲轴结构设计及强度校核（1）
设计条件和依据：
ZW型压缩机，两列、立式、曲拐错角180°热力、动力计算选取参数如下：
相关位置时曲轴受力：
列
力位置
ⅠⅡ
N--mm T1(N) R1(N) T2(N) R2(N)
P
气max
α=0 0 3500 0 -3150 0
R
max
α=230°6360 7381.1 6540 7600 745000
T
max
α=290°5060 3325 12350 5955 900600
M
max
α=100°6810 -2987.3 8660 366 920200
T
max
α=160°307.1 -120.3 -1750 -175
R
max
α=190°619.9 433 0 58.5
要求：
1、曲轴的结构设计
2、曲轴的强度校核
（1）静强度校核
（2）疲劳强度校核
3、绘制结构设计草图一张（A2）；绘制曲轴的零件图一张（A1）;
绘制曲轴的装配图一张（A1）
4、计算说明书一份
指导教师：xxx
2013.12.24
第一章 活塞式压缩机曲轴结构设计
铸造曲轴可节省原材料，耐磨性与消震好.由于铸铁中石墨有利于润滑及贮油,所以耐磨性好.同样,由于石墨的存在,灰口铸铁的消震性优于钢.工艺性能好.
另外,由于石墨使切削加工时易于形成断屑 ,所以灰口铸铁的可切削加工性优于钢.减少加工工时，并可把曲轴的形状设计合理，轴颈一般铸造成空心结构。

内孔径为外径的一半左右。

空心结构可以提高曲轴的疲劳强度，减少曲轴的重量。

主轴颈、曲柄、曲柄销三部分的形状应首先保证能达到足够的强度和刚度，使应力尽量均匀分布，抗疲劳强度高，并且重量轻，便于加工。

一般将主轴颈直径设计得大于曲柄直径的10%，油孔直径应大于0.08d ，孔缘的圆弧半径应大于0.04d ，钻斜孔时，倾斜角应小于30°，油孔径取8mm ，平衡重可以抵消旋转质量和往复惯性力及其力矩的作用。

平衡重的质量分布应使其重心远离主轴的旋转中心，以减轻起质量。

材料为稀土——镁——球墨铸铁。

材料的特性是具有较高的强度，较小的缺口敏感性，较高的强度及良好的吸震性。

轴径尺寸的确定 曲柄销直径
D=（4.6～5.6）p =（4.6～5.6）3.1 =（4.6～5.6）×1.140 = 5.3～6.4㎝
为保证安全，取D=65㎝ 主轴颈直径 D 1=(1～1.1)D =(1～1.1)×65 = 65～71.5mm 为保证安全，取D 1= 80mm
曲柄销与主轴颈的中心线间距离S ′= 60mm 所以S=21D -(S ′-21D ) =
280-(60-2
65)
=12.5mm
D S =65
5.12
=0.192﹥0 因此符合标准
曲柄销轴颈长度l=70mm 曲柄厚度
t=（0.6～0.7）D =(0.6～0.7)×65 =39～45.5mm 取t=50mm 曲柄宽度
h=（1.2～1.6）D =（1.2～1.6）×65 = 78～104mm 取h=90mm 过度圆角半径
r=（0.06～0.09）×65 =（0.06～0.09）×65 =3.9～5.85mm 取r=5mm
2 曲轴的静强度验算：
本次设计的压缩机主轴承间的问题不大，轴颈d
l
值比较小，并采用刚度高的形状，因此不进行刚度的验算，而进行静强度和疲劳强度的验算。

许用应力s σ=420Mpa
[σ]=
][n s σ=5
~5.3420=84～120mm 静强度计算复合应力许用值60～80Mpa
滚动轴承采用3613调心滚子轴承 l=365+（35+2.5+15+50）×2=470mm l 1=265+35+15+2.5+50=367.5mm l 2=35+50+2.5+15=102.5mm
取四个校对位置，三个位置，如图所示 位置Ⅰ—Ⅰ,Ⅲ—Ⅲ,Ⅴ—Ⅴ
材料为稀土---镁---球墨铸铁。

加平衡重I r =0 曲拐平面上：
470
5.1025.3672
12211R R L L R L R A R -=-=
470
5.1025.367122112R R L L R L R B R -=-=
曲拐垂直平面上：
470
5.1025.367470
5.1025.3671
221122
12211T T L L T L T B T T L L T L T A T T -=
-=-=-=
驱动侧的曲柄销位置 I-I
弯曲力矩：
2
2L B M L B M T T R R ==
总弯曲力矩:
2
2T
R M M M +=ω
弯曲应力：
3
3316.28749661.01.0mm d W W
M =⨯===
ω
ωσ 扭曲应力：
)60(mm r r B M M t d =-=
扭转应力：
W
M
2=τ
22
4τσσω
+= 驱动侧主轴颈位置III-III
弯曲力矩：
1
1m B M m B M T T R R ==
总弯曲力矩：
3
322
25.614121.0mm
d W M M M T
R ==+=ω
弯曲应力：
W
M ω
ωσ= 扭转力矩：
d M M =
扭转应力：
W
M
2=τ
复合应力:
22
4τσσω
+=
驱动侧曲柄位置V-V
曲拐侧面中弯曲力矩：
)2
(21a L B M R -=ω
）
（mm h mm M 90.50b hb 62
1
1===ωωσ
曲拐垂直平面中弯曲力矩：
K B M M T d -=2ω（由图计算K=34.75） 弯曲应力：
2
bh 622ωωσM =
位置上最大应力：
b r σσσσω++=1
扭转力矩：
)2
(2a
L B M T -=
在曲柄位置上宽方向的扭转应力：
2
129bh
M
≈τ
在曲柄位置上狭方向的扭转应力：
2
229bh M
≈τ
曲柄位置上宽方向的复合应力：
212214)(τσσσω++='
曲柄位置上狭方向的复合应力：
212214)(τσσσω++=''
第二章 活塞式压缩机曲轴结构校核
2.1 第一个危险位置
取α=0，即活塞处外止点，且压缩机在满负荷而停止转动时：
由动力计算部分可知 α=0，n=0有：
R A =
367.53500102.53150
2049.73470
N ⨯-⨯= R B =
367.53150102.53500
1249470
N ⨯-⨯= T A =0 T B =0 d M =0
被驱动侧的曲柄销位置I-I
R M =R A 2L ∙=2049.73×102.5=210097.325N ∙mm
T M =T A 2L ∙=0
ωM =2
2T R M M +=210097.325N ∙mm
W =0.13d =0.1x663=28749.6mm 3
ωσ=W
M ω=
3210097.32512.4a 28749.6N mm
MP mm ∙=
被驱动侧主轴颈位置III-III
==1m A M R R 2049N ∙15mm=30735N ∙mm 01==m A M R T
mm N M ∙=23985ω
3
2398561412.5M mm W mm ωωσ∙=
==0.39Mpa M =0=d M
02==
W
M
τ 复合应力：
224τσσω+==0.39MPa
被驱动侧曲柄位置V-V
曲拐平面的弯曲力矩
140=2049.73x4082000R M A N mm ω=⨯=∙ 弯曲应力11223
6682000
2.1875090M MPa b h mm
ωωσ⨯=
==∙∙ 曲拐垂直面中的力矩
02=-=R A M M T d ω 弯曲应力02=ωσ 位置上拉应力32049.730.465090R b A N
MPa bh mm
σ=
==⨯ 位置上最大应力：
12 2.18700.46 2.647b MPa ωωσσσσ=++=++=
0)2
(2=-
=α
L A M T
0292
1==
h
b M
τ 02=τ '22121()4 2.187MPa ωωσσστ=++=
"2221()40.46b MPa ωωσσστ=++=
2.2 第二个危险位置
取,,230max n n R === αα即曲轴位于最大法向力max R 位置，且压缩机以额定转速转动时：
由动力计算部分可知
n n R ==,230max α
367.57381.1102.576003720470
r A N ⨯-⨯=
= N B R 2.3938470
1.73815.10276005.367=⨯-⨯= 367.5636010
2.565404959470T B N ⨯-⨯==
驱动侧的曲柄销位置I-I
mm N L B M R R ∙=⨯==5.4036655.1022.39382
mm N L B M T T ∙=⨯==3357495.10249592
22285689R T M M M MPa ω=+=
2856899.9328749.6
M MPa W ωσ=== mm N mm N mm N r B M M T d ∙=∙-∙=∙-=505464604959702000
MPa mm
mm N W M 79.86.28749250546423=⨯∙==τ 复合应力：22410.6MPa ωσστ=+=
驱动侧主轴颈位置III-III
13938.21559070R R M B m N mm ==⨯=∙
149591554840T T M B m N mm ==⨯=∙
2280602.05R T M M M N mm ω=+=∙
80602.05= 1.361414.5
M MPa W ωωσ== 扭转力矩：
745000d M M N mm ==∙
3
745000 6.0652261414.5M MPa W mm τ===⨯ 22224 1.34 6.065 6.206MPa ωσστ=+=+⨯=
驱动侧的曲柄位置V-V
12()3938.2(102.561.25)3938.2406438632
W R M B L N mm α
=-=⨯-=⨯=∙ 11226664386317.35090W M MPa b h ωσ⨯===⨯ 2745000495934.75618868W d T M M B K N mm =-=-⨯=∙
2222
6661886816.675090W M MPa bh ωσ⨯=
==⨯ 3938.20.875090R b B MPa bh σ===⨯ 位置上最大应力：
1217.316.670.8734.84b MPa ωωσσσσ=++=++=
2()4959401462402
T M B L N mm α
=-=⨯=∙ 12299146240 2.9248225090
m MPa b h τ⨯===⨯⨯ 22299146240 1.625225090m MPa bh τ⨯===⨯⨯ 曲柄位置宽方向复合应力：
222211()4(17.30.87)4 2.9221.6b MPa ωσσστ'=++=++⨯=
222222()4(16.670.87)4 1.62518.7b MPa ωσσστ''=++=++⨯=
2.3第三个危险位置
取,,290max n n ===︒αα即曲轴位于最大切向力max T 位置，且压缩机一定额定转速转动时：
367.53325102.559551306470
367.55955102.533254130470367.55060102.512350841470
367.512350102.5506010222470R R T T A N B N A N B N ⨯-⨯=
=⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯== 驱动侧的曲柄销位置I-I
24130102.5502415R R M B L N mm ==⨯=∙
2102222102.52037366.5T T M B L N mm ==⨯=∙ 221211862W R T M M M N mm =+=∙
121186248.6528749.6
W M MPa W ωσ=== 9006001022260303450d T M M B r N mm =-=-⨯=∙
303450 6.52228749.6
M MPa W τ===⨯ 22445.86w MPa σστ=+= 驱动侧主轴颈位置III-III
141301561950R R M B m N mm ==⨯=∙
11022215153330T T M B m N mm ==⨯=∙
22182696W R T M M M N mm =+=∙
182696 4.361412.5
w M MPa W ωσ=== 900600d M M N mm ==∙
9006008.322261412.5
M MPa W τ===⨯
22224 4.348.3218.65W MPa σστ=+=+⨯= 驱动侧主轴颈位置V-V
12()413040165200mm 2W R M B L N α
=-=⨯=∙
112266165200 4.4a b h 5090
W M MP ωσ⨯===⨯ 29006001022234.75648241W d T M M B K N mm =-=-⨯=∙ 2222666482419.125090
W M MPa bh ωσ⨯===⨯ 41300.875090
R b B MPa bh σ===⨯ MPa b 39.1487.012.94.421=++=++=σσσσωω
122222'22
2211''2222229924432814.72225090
99244328 2.71225090()4(4.40.87)414.7218.95()4(9.120.87)4 2.7114.72a a b a b a
M MP b h M MP b h MP MP ωωττσσστσσστ⨯≈
==⨯⨯⨯≈==⨯⨯=++=++⨯==++=++⨯=2.4 第三个危险位置
取,,100n n == α 即曲轴位于总阻力矩最大值max M 位置，且压缩机以额定转速转动时：
367.5102.53662415.6470
367.5366102.52407470
367.56810102.58660928470
367.58660102.568104835.16470R R T T A N B N A N B N ⨯-⨯=
=-⨯-⨯==-⨯-⨯==⨯-⨯==（-2987.3）（-2987.3） 驱动侧的曲柄销截面I —I
2222222407102.5950194835.16102.5541304.954957954957920.1728749.6
9202004835.166060335060335012.52228749.6428.63R R T T W R T W W a d T a M B L N mm
M B L N mm M M M N mm
M MP W M M B r N mm
M MP W MPa
ωστσστ==⨯=∙==⨯=∙=+=∙====-=-⨯=∙=
==⨯=+=驱动侧的曲柄销截面III —III
112222240715139254835.1615792258403684036 1.4161412.5
920200920200 6.962261412.5413.97R R T T W R T W W a d a M B m N mm
M B m N mm M M M N mm
M MP W M M N mm M MP W MPa
ωστσστ==⨯=∙==⨯=∙=+=∙=====∙=
==⨯=+= 驱动侧的曲柄销截面V —V
1211222222212()2407403709026 1.0992********.1634.75736686.2566736686.25 6.368090
2415.60.315090()4835.16402112502
92W R W a W d T W a R b a T M B L N mm
M MP b h
M M B K N mm
M MP b h A MP b h M B L N mm
m b ωωασσσατ=-=⨯=∙===-=-⨯=∙⨯=
==⨯===⨯=-=⨯=∙=2222'222211''2222229211260 6.2225090
99211260 4.35225090()4(1.090.31)4 6.228.72()4(6.360.31)4 4.3514.07b a b a MPa h m MPa b h MP MP ωωτσσστσσστ⨯==⨯⨯⨯===⨯⨯=++⨯=++⨯==++⨯=++⨯=经过以上静强度校核，可以看出各处应力均小于材料许用应力范围，所以上述过程满足设计要求。

第三章
曲轴的疲劳强度验算
疲劳强度的验算目的是验算曲轴在两个危险位置时，曲拐上危险面的安全数值。

两个危险位置可取在变化的法向力和切向力作用下，相应于最大的扭转振幅和最大的总弯曲力矩时的曲拐转角位置。

验算的曲拐危险位置取应力情况最严重的位置，也就是轴颈上的油孔位置以及轴颈和曲柄的连接位置。

如图示取位置Ⅰ—Ⅰ，进行校核
当T min ︒=160α有
B R =367.5102.5172.3470N ⨯-⨯=-（-120.3）（-175） 2222min min 367.5370.1102.5141.52470172.3102.517660.75141.5367.5=52001.2513207.513207.50.7828749.66516.5 1.362228749.6
T R R T T w R T W B N M B L N mm
M B L N mm M M M N mm M MPa W M MPa W στ⨯-⨯=
=-==-⨯=-∙==-⨯-∙=+=∙=
==⨯===⨯（-1750）
当R min α=190°有
2222367.558.5102.543348.68470
367.5619.9102.50135.89470
48.68102.54990.6135.89102.513928.72514795.8R T R R T T W R T B N B N M B L N mm
M B L N mm
M M M N mm
⨯-⨯==-⨯-⨯====-⨯=-∙==⨯=∙=
+=∙
()()min min 11max min max min m 4442.10.1528749.62891.250.052228749.6
6100.45~0.550.56103050.25~0.270.26610158.6280.1513.7522
8.10.05 4.0322
W b b b a a m M MPa W M MPa W MPa
MPa MPa
MPa MPa ατδαδτδαααττταα=
=====⨯===⨯===⨯=--===--====ax min max min 280.1514.122
8.10.05 4.122
m MPa MPa ατττ++==++===
查图有12—16, 12—17，12—18表
K δ=1.88 K τ=1.75 ε=0.75 ϕσ=0.15 ϕτ=0.1 ετ=0.65
按法向应力计算安全数值n σ
1
305
8.361.8813.920.1514.10.75n -1
158.6
n 14.11.75 4.030.1 4.10.65
a m
a m
n k k σστ
ττσσσϕσετττϕτε-===+⨯+⨯===+⨯+⨯按切向应力计算安全数值
总安全数值n
11.71.1424.81.1424.82222=+⨯=+=τστ
σn n n n n
轴颈和曲柄过渡弯曲应力集中系数
（K δ）D =5.4=σσεK
轴颈和曲柄过渡扭转应力集中系数
() 2.8D K K τδτε==
如上
305 4.864.513.920.1514.1158.6142.8 4.030.1 4.1
n n στ==⨯+⨯==⨯+⨯ 总安全数值n
224.7614
4.684.7614n ⨯==+＞（1.5~3）
经过以上疲劳强度校核，可以看出该设计满足疲劳强度，所以满足安全标准。

课程设计总结
为期两周的课程设计终于结束了，使我们明白了合作的重要性，两周的时间说长也不长，怎么才能在这两周里更好的运用学的知识来完成设计任务呢？这对我们来说既是一个挑战也是一次锻炼。

把所学的知识在这次设计中和你自己的想法给结合起来并在自己的作品中体现出来，我认为这才是我们的最终目标。

丰富多彩的大学生活把我们带进了知识的殿堂，为将来更好的服务社会，为了把我们已经基本掌握的基础知识和专业知识更好的融合、贯通，而课程设计就是这道桥梁。

通过此次课程设计，使我对流体机械中压缩机的设计步骤和设计思想有了更进一步的认识，真正的把所学的知识初步的运用到实践之中，收益很大，同时也发现了许多知识掌握不足。

在这段时间里通过查阅资料，向指导老师邢万坤教授请教和同学间的探讨使我掌握了许多新知识，尤其流体机械的工作原理和流体机械设计有了初步的了解。

但由于工程设计经验有限，基本知识不能全部的融会贯通，学习心得不够深刻，还不能对所学的知识达到熟练的运用，这就需要在今后不断的学习和提高。

虽然我们如期完成了设计，我们设计的全面性还不够，考虑问题的周密性也不强，所设计的最后结果还没有达到最优效果，这其中有多方面原因，这包括对所学的知识不够熟练，也包括我们对实践中的压缩机的了解不够。

在此我们对老师的这次设计中对我们的帮助表示深深的感谢。

在指导老师的指导和帮助下，经过两个星期的不懈努力，我顺利的完成了本次课程设计。

在此，我要感谢我的指导老师，邢万坤老师，感谢您在我设计过程遇到疑问时的耐心细致的讲解。

老
师以高度的责任心、渊博的知识、严谨的治学态度和对学生学业的奉献精神，为我们营造了浓厚的学术气氛，他的谆谆教导让我们受益匪浅。

在本课题的完成过程中，姜老师既积极参与，对我们不懂的问题认真解答，又充分发挥了我们的想象力和动手能力，锻炼了我们的创造能力，培养了我们一丝不苟的工作作风。

由于种种原因，课程设计的结果还不是非常完美，同时也存在许多缺点和不足，望各位老师给予批评指正，这将对我们今后的学习、工作将更有益。

参考文献
【1】：朱圣东，邓健，吴家声. 无油润滑压缩机. 北京. 机械工业出版社. 2001
【2】：活塞式压缩机设计编写组.活塞式压缩机设计. 北京. 机械工业出版社.1984
【3】：郁永江.活塞式压缩机. 北京. 机械工业出版社.1981 【4】：郁永江.压缩机主要零件的疲劳验算. 1977
【5】：郁永江.容积式压缩机原理与结构设计. 西安交通大学.1985
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